1、機械設計課程設計計算說明書題目:二級齒輪減速器設計學院：機械與汽車工程學院班級：熱能(車用發動機)設 計 者：陳卓釗學號： 201030040466指導教師：陳揚枝2013年1 月17日指導教師評語：課程設計成績：指導老師簽字：年月日目 錄一、設計任務書1.1 機械課程設計的目的1.2 設計題目1.3 設計要求1.4 原始數據1.5 設計內容二、傳動裝置的總體設計2.1 傳動方案2.2 電動機選擇類型、功率與轉速2.3 確定傳動裝置總傳動比及其分配2.4 計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩三、傳動零件的設計計算3.1V帶傳動設計3.1.1計算功率3.1.2帶型選擇3.1.3帶輪設計3.1.4

2、驗算帶速3.1.5確定V帶的傳動中心距和基準長度3.1.6包角及其驗算3.1.7帶根數3.1.8預緊力計算3.1.9壓軸力計算3.1.10帶輪的結構3.2齒輪傳動設計3.2.1選擇齒輪類型、材料、精度及參數按齒面接觸疲勞強度或齒根彎曲疲勞強度設計按齒根彎曲疲勞強度或齒面接觸疲勞強度校核3.2.4齒輪傳動的幾何尺寸計算四、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸五、軸的設計5.1高速軸設計5.1.1選擇軸的材料5.1.2初步估算軸的最小直徑5.1.3軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸5.2中間軸設計5.2.1選擇軸的材料5.2.2初步估算軸的最小直徑5.2.3軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸5.3低速軸設計5

3、.3.1選擇軸的材料5.3.2初步估算軸的最小直徑5.3.3軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸5.4校核軸的強度5.4.1按彎扭合成校核高速軸的強度5.4.2按彎扭合成校核中間軸的強度5.4.3按彎扭合成校核低速軸的強度六、滾動軸承的選擇和計算6.1高速軸上的滾動軸承設計6.1.1軸上徑向、軸向載荷分析6.1.2軸承選型與校核6.2中間軸上的滾動軸承設計6.2.1軸上徑向、軸向載荷分析6.2.2軸承選型與校核6.3低速軸上的滾動軸承設計6.3.1軸上徑向、軸向載荷分析6.3.2軸承選型與校核七、聯軸器的選擇和計算7.1聯軸器的計算轉矩7.2許用轉速7.3配合軸徑7.4配合長度八、鍵連接的選擇和強

4、度校核8.1高速軸V帶輪用鍵連接8.1.1選用鍵類型8.1.2鍵的強度校核8.2中間軸與齒輪用鍵連接8.2.1選用鍵類型8.2.2鍵的強度校核8.3低速軸與齒輪用鍵連接8.3.1選用鍵類型8.3.2鍵的強度校核8.4低速軸與聯軸器用鍵連接8.4.1選用鍵類型8.4.2鍵的強度校核九、減速器的潤滑9.1齒輪傳動的圓周速度9.2齒輪的潤滑方式與潤滑油選擇9.3軸承的潤滑方式與潤滑劑選擇十、繪制裝配圖及零件工作圖十一、設計小結十二、參考文獻一、 設計任務書1.1 機械課程設計的目的課程設計是機械設計課程中的最后一個教學環節，也是第一次對學生進行較全面的機械設計訓練。其目的是：1. 通過課程設計，綜合

5、運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設計問題。通過設計實踐，掌握機械設計的一般規律，培養分析和解決實際問題的能力。2. 培養機械設計的能力，通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規范及編寫設計計算說明書等各個環節，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計內容、步驟和方法，并在設計構思設計技能等方面得到相應的鍛煉。1.2 設計題目設計運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。1.3 設計要求根據給定的工況參數，選擇適當的電動機、選取聯軸器、設計V帶傳動、設計二級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯軸器。滾筒及運

6、輸帶效率h=0.94。工作時，載荷有輕微沖擊。室內工作，水分和顆粒為正常狀態，產品生產批量為成批生產，允許總速比誤差<±4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時。1.4 原始數據表1 原始數據輸送帶拉力F (N)輸送帶速度v (m/s)驅動帶輪直徑D (m)3939.391.8714001.5 設計內容1.5.1 確定傳動裝置的類型，畫出機械系統傳動簡圖。1.5.2 選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數計算。1.5.3 傳動裝置中的傳動零件設計計算。1.5.4 繪制傳動裝置中二級減速器裝配圖一張（A1）。1.5.5 繪制高速軸、低速大齒輪

7、和箱蓋零件圖各一張（建議A3）。1.5.6 編寫和提交設計計算說明書（電子版和紙版）各一份。表2 電動機安裝及有關尺寸主要參數參數輸入功率（kW）轉速n（rpm）輸入轉矩T（N×m）傳動比i效率h電動機軸8.575146050.0902.5550.95高速軸8.146571.429136.1406.30.9063中間軸7.82390.703823.6733.550.9603低速軸7.36325.5502807.812二、 傳動裝置設計2.1傳動方案根據本課程設計要求，采用一般的二級圓柱齒輪(斜齒)傳動方案，其傳動簡圖如下：圖1 傳動裝置簡圖2.2電動機選擇類型、功率與轉速表3 電動機

8、主要參數型號額定功率同步轉速滿載轉速堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y160M-411kw1500r/min1460r/min2.22.2表4 電動機安裝及有關尺寸主要參數中心高外形尺寸L´（AC/2+AD）´HD底腳安裝尺寸A´B地腳螺栓直徑K軸伸尺寸D´E鍵公稱尺寸F´h225600×（325/2+255）×385254×2101542×11022×142.3 確定傳動裝置總傳動比及其分配1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1460/25.510=57.2322、分配各級傳動比（1） 根據

9、表2-4(以下無特殊說明則表格皆為機械設計課程設計一書表格)分配兩級圓柱齒輪減速器的高速級傳動比與低速級傳動比i1=6.3 i2=3.55根據傳動比關系式算得：V帶傳動比為：i帶=2.5552.4 計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩1、計算各軸轉速（r/min）(0軸為電動機軸)n0=n電機=1460r/minnI=n0/i帶=1460/2.555=571.429(r/min)nII=nI/i 1=571.429/6.3=90.703(r/min)nIII=nII/i 2=90.703/3.55=25.550(r/min)2、 計算各軸的功率（KW） 輸入功率計算：P0=P工作=8.575K

10、WP=P0×1=8.575×0.95=8.146KWP=PI×2=8.146×0.97=7.823KWP=PII×3=8.146×0.97=7.512KWP= PIII×4=7.823×0.99=7.363 KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）輸入各軸的扭矩：T=9550P/n=9550×8.146/571.429=136.140N·mT=9550P/n=9550×7.823/90.703=823.673N·mT=9550P/n=9550×7.512/25.

11、550=2807.812N·m運動和動力參數的計算數值可以整理列表備查：電動機輸出I軸II軸III軸N（r/min）1460571.42990.70325.550P（kW）8.5758.1467.8237.512T（Nm）56.090136.140823.6732807.812三、 傳動零件的設計計算3.1 V帶傳動設計3.1.1 計算功率Pc確定計算功率 Pca由機械設計課本附表11.6得工作情況系數kA=1.3Pca=KA Ped=1.3×8.575=11.148KW3.1.2 帶型選擇選擇普通V帶截型根據Pca、nI，由機械設計課本的附圖2.1確定選用B型V帶。3.1

12、.3 帶輪設計dd1、dd2由教材附表2.5a和附表2.7 得，選取小帶輪基準直徑為D1=139mm， 帶的傳動比為： i帶=425/180=3.043.1.4 驗算帶速vV=D1 nI /（60×1000）=×139×1460/（60×1000）=10.626m/s <Vmax=2530m/s。帶速合適。取D1=139mm。從動輪的基準直徑為D2= i帶 D1=139×2.555=355.145mm 由附表2.7，取D2=362.3.1.5 確定V帶的傳動中心距a和基準長度Ld根據0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(13

13、9+362)a02×(139+362)所以有：350.7mma01002mm，初步確定中心矩a0=900mm由機械設計課本式（11.26）得：Ld2a0+/2(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×900+1.57(139+362)+362-139)2/（4×900）=2600.783mm根據課本附表2.3取Ld=2500mm根據課本式（11.27）計算實際中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=900+(2500-2600.783)/2=849.609mm3.1.6 包角及其驗算a11=1800-( D2-D1)/a×600=1800-（3

14、62-139）/849.609×600=164.2520>1200（適用）3.1.7 帶根數z由nI=14600r/min、D1=139mm、i帶=2.555，根據機械設計課本附表2.5a和附表2.5b得P0=2.788KW（由轉速800和轉速980插值而得），P0=0.46KW根據機械設計課本附表2.8得K=0.96根據機械設計課本附表2.9得KL=1.03由機械設計課本式（11.29）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=11.148/（2.788+0.46）×0.96×1.03）=3.394取Z=4根。3.1.8 預緊力計算F0由機械設計課本附表2.

15、2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500×（11.148/（10.626×4）×(2.5/0.96-1)+0.17×10.6262N=229.566N3.1.9 壓軸力計算FQ由機械設計課本式（11.31）得FQ=2ZF0sin（1/2）=2×4×229.566xsin（164.2520/2）=1819.213N3.1.10 帶輪的結構表5 帶輪結構尺寸（mm）小帶輪外徑da1大帶輪外徑da2基準線槽深hamin槽間距e槽邊距fmin最小輪緣厚dmin帶輪寬B槽型1

16、393623.51911.57.576BV帶輪采用HT200制造，允許最大圓周速度為25m/s。3.2 齒輪傳動設計1）高速級斜齒輪傳動設計（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設計課本附表12.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經調質后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選7級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數z1=25，大齒輪齒數z2=i1 z1=6.3x25=157.25取Z2=157D.初選螺旋角為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接

17、觸疲勞強度設計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內的各計算值載荷系數K：試選Kt=1.5小齒輪傳遞的轉矩TI=136.140N·mm齒寬系數：由機械設計課本附表12.5選取=1彈性影響系數ZE：由機械設計課本附表12.4查得ZE=189.8節點區域系數ZH： ZH= 由得=20.646900 （端面壓力角）=14.076100 （基圓螺旋角）則ZH=2.425端面重合度：=29.4190=22.3400代入上式得=1.670接觸疲勞強度極限Hlim：由機械設計課本附圖12.6按硬齒面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa應力循環次數N1=60n1

18、jLh=60x571.429x1x(2x8x300x10)=1.6457×109N2= N1/i1=1.6457x109/6.3=2.612x108接觸疲勞壽命系數KHN：由機械設計課本附圖12.4查得KHN1=0.9，KHN2=0.95接觸疲勞許用應力H通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.9/1.0Mpa=900MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950Mpa因（H1+ H2）/2=925 Mpa <1.23H2=116

19、8.5MPa，故取H=925 MpaB.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=41.236mm(2)計算圓周速度v1.234m/s(3)齒寬b：b=d dt1=41.236mm計算齒寬與齒高比b/h：b/h11.963(4)計算載荷系數K：由v1.228m/s，查機械設計課本附圖12.1，K=1.08 由附表12.2查得=1.2，由附表12.2查得使用系數=1.25參考附表6.3中6級精度公式，估計>1.34=1.504由附圖12.2查得徑向載荷分布系數=1.45載荷系數K= K=2.436(5)按實際的載荷系數驗算分度圓直徑=48.4

20、70mm模數：mn=cosxd1/Z1=48.470cos15°/26=1.801mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計(1) 確定公式中的參數(2) 載荷系數K=1.2， KA=,1.25 Kv=1.08=1.45K=2.3492. 齒形系數YFa和應力修正系數YSa根據齒數Z1=25，Z2=157當量齒數 zv1=z1/cos3=28.8 Zv2=z2/ cos3=183由機械設計課本附表12.6查得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.127 YSa2=1.853(3) 計算螺旋角影響系數Y：軸面重合度 0.3182.215>1，所以取=1帶入下式運算：Y11x15

21、°/120°0.7233.許用彎曲應力F由機械設計課本附圖12-3查得：KNF1=0.9， KNF2=0.95由機械設計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應力F1= Flim1KNF1/SF=321.429MPaF2= Flim2KNF2/SF=339.286MPa5.計算確定YFYS/FYF1YS1/F1=0.0128YF2YS2/F2=0.0116所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數：=1.697比較兩種強度校核結果，確定模數為mn2由于模數比接觸強度要求的大，要增加齒數，取小齒輪

22、齒數Z1=25，則大齒輪齒數為：Z2=i1Z1=157.5，取Z2=157.4.幾何尺寸計算（1） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2*(31+110)/（2*cos150）=188.41mm取a188mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.5140（3） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos51.648mmd2mn*Z2/cos324.351mm（4） 計算齒輪齒寬：b151.648mm調整后取B157mm，B252mm1）低速級斜齒輪傳動設計（1）選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數A.大小齒輪都選用硬齒面。由機械設計課本附表1

23、2.8選大、小齒輪的材料均為45鋼，并經調質后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45。B.初選7級精度。(GB10095-88)C.選小齒輪齒數z1=31，大齒輪齒數z2=i2 z1=3.55x31=110.05D.初選螺旋角為=150考慮到閉式硬齒輪傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。(2)按齒面接觸疲勞強度設計由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 確定公式內的各計算值載荷系數K：試選Kt=1.5小齒輪傳遞的轉矩T=823673N·mm齒寬系數：由機械設計課本附表12.5選取=1彈性影響系數ZE：由機

24、械設計課本附表12.4查得ZE=189.8節點區域系數ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面壓力角）=14.07670 （基圓螺旋角）則ZH=2.425端面重合度：=29.4190=23.5770代入上式得=1.647接觸疲勞強度極限Hlim：由機械設計課本附圖12.6按硬齒面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa應力循環次數N1=60n1jLh=60x90.703x1x(2x8x300x10)=2.612x108N2= N1/i1=2.612x108/3.55=7.36x107接觸疲勞壽命系數KHN：由機械設計課本附圖12.4查得KHN1=0.95，KHN2=0.98接觸疲勞許用應

25、力H通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求（失效概率為1%），選取安全系數SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.98/1.0Mpa=980Mpa因（H1+ H2）/2=965 Mpa <1.23H2 ，故取H=965 MpaB.計算(1) 試算小齒輪分度圓直徑ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=75.912mm(2)計算圓周速度v0.361m/s(3)齒寬b：b=d dt1=75.912mm計算齒寬與齒高比b/h：b/h11.96(4)計算

26、載荷系數K：由v0.361m/s，查機械設計課本附圖12.1，K=1.02 由附表12.2查得=1.2，由附表12.2查得使用系數=1.25參考附表6.3中6級精度公式，估計>1.34=1.510取=1.55由附圖12.2查得徑向載荷分布系數=1.3載荷系數(5)按實際的載荷系數驗算分度圓直徑=88.441mm模數：mn=cosxd1/Z1=88.441cos15°/26=3.286mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計(4) 確定公式中的參數(5) 載荷系數K =1.2， KA=1.25，Kv=1.02=1.3K=1.25x1.02x1.2x1.3=1.9892. 齒形系數YFa和應

27、力修正系數YSa根據齒數Z1=31，Z2=110當量齒數 zv1=z1/cos3=28.8Zv2=z2/ cos3=102.083由機械設計課本附表12.6查得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.178 YSa2=1792(6) 計算螺旋角影響系數Y：軸面重合度 0.3182.215>1，所以取=1帶入下式運算：Y11x15°/120°0.8753.許用彎曲應力F由機械設計課本附圖12-3查得：KNF1=0.90， KNF2=0.95由機械設計課本附圖12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系數SF1.44.計算兩輪的許用彎曲應力F1

28、= Flim1KNF1/SF=321.429MPaF2= Flim2KNF2/SF=339.286MPa5.計算確定YFYS/FYF1YS1/F1=0.0128YF2YS2/F2=0.0115所以選大值YF1YS1/F1帶入公式計算(2)計算齒輪模數：=3.133比較兩種強度校核結果，確定模數為mn3.54.幾何尺寸計算（5） 計算齒輪傳動的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=3.5*(31+110)/（2*cos150）=257.88m取a258mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.7840（7） 計算齒輪分度圓直徑：d1mn*Z1/cos124.1

29、1mmd2mn*Z2/cos390.94mm（8） 計算齒輪齒寬：b195.12mm調整后取B295mm，B1100mm表6 高速級齒輪幾何尺寸名稱代號計算公式與結果法向模數mn2端面模數mtmt = mn /cos=2.06螺旋角b=cos-1(mn(z1+z2)/2a)=14.514°法向壓力角an20°端面壓力角at20.6469°分度圓直徑d1、d2d1=51.65 d2=324.35齒頂高haha =mn(han*+xn)=2齒根高hfhf=mn(han*+cn*-xn)=2.5全齒高hh= ha+ hf=4.5頂隙cc= mncn*=0.5齒頂圓直徑d

30、a1、da2da1=d1+2ha=55.65 da2=d2+2ha=328.35齒根圓直徑df1、df2df1=d1-2hf=46.65 df2=d2-2hf=319.35中心距a188傳動比i6.3壓力角an20°齒數z1、z2z1=25z2=157齒寬b1、b2b1=57mm b2=52mm螺旋方向小齒：右旋 大齒：左旋表7低速級齒輪幾何尺寸名稱代號計算公式與結果法向模數mn3.5端面模數mtmt = mn /cos=3.62螺旋角b14.784°法向壓力角an20°端面壓力角at20.647°分度圓直徑d3、d4d3=124.11 ，d4=390.

31、94齒頂高ha3.5齒根高hf4.378全齒高h7.875頂隙c0.875齒頂圓直徑da3、da4da3=d3+2ha=101.12 da4=d4+2ha=350.88齒根圓直徑df3、df4df3=d3-2hf=85.37 df4=d4-2hf=335.13中心距A258mm傳動比I3.55壓力角an20°齒數z3、z4z3=31z4=110齒寬b3、b4b3=100mm b4=95mm螺旋方向小齒右旋 大齒左旋四、 鑄造減速器箱體的主要結構尺寸表8 鑄造減速器箱體主要結構尺寸計算結果名稱代號尺寸（mm）底座壁厚d9箱蓋壁厚d18底座上部凸緣厚度h012底座下部凸緣厚度h112軸承

32、座連接螺栓凸緣厚度h250底座加強肋厚度e8.1箱底加強肋厚度e16.4地腳螺栓直徑d20地腳螺栓數目n6軸承座連接螺栓直徑d216底座與箱蓋連接螺栓直徑d310軸承蓋固定螺釘直徑d4視孔蓋固定螺釘直徑d56軸承蓋螺釘分布直徑D1高速軸承座凸緣端面直徑D2114中間軸承座凸緣端面直徑D2”140低速軸承座凸緣端面直徑D2”180螺栓孔凸緣的配置尺寸c1、c2、D026,21,40地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸c'1、c'2、D'030,25,48箱體內壁與齒頂圓的距離D20,箱體內壁與齒輪端面的距離D19底座深度H248底座高度H1260箱蓋高度240202外箱壁至軸承座端面

33、距離l141箱底內壁橫向寬度L1179其他圓角R0、r1、r221,3.4,13.5五、 軸的設計5.1 高速軸設計1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據機械設計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (8.146/571.429)1/3mm=26.67mm2、軸的結構設計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配有一個鍵槽，d26.67*（1+3%）=27.47，取裝帶輪處軸徑=30mm，按軸的結構要求，取軸承處軸徑d=35mm。根據軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承，選定軸承30207，軸承參數如下：內徑d=35mm，外徑D=72mm，

34、T=18.25mm，B=17mm， e=0.37，Y=1.6，Cr=54KN。（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設計結構尺寸簡圖可見A1圖:5.2 中間軸設計1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據機械設計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.823/90.703)1/3mm=48.6mm2、軸的結構設計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于有一個鍵槽，d48.6（1+3%）=50.058mm取裝軸承處軸徑=55mm，根據軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承，由軸頸d=55mm選定軸承30211，軸承參數如下：內徑d=55mm，

35、外徑D=100mm，T=22.75mm，B=21mm，e=0.4，Y=1.5，Cr=90.8KN，（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設計結構尺寸可見A1圖5.3 低速軸設計1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，許用應力-1b=60MPa根據機械設計課本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (7.512/25.550)1/3mm=73.144mm2、軸的結構設計，初選軸承（1）軸上零件的定位，固定和裝配由于有3個鍵槽，則d72.4（1+3%）=74.572mm，取安裝聯軸器處軸徑=75mm，按軸的結構要求，取軸承處軸徑d=80mm。根據軸的直徑初選軸承，由書附表13-1，選定圓錐滾子軸承

36、，選定軸承30216，軸承參數如下：內徑d=80mm，外徑D=140mm，T=28.25mm，B=26mm， e=0.42，Y=1.4，Cr=180KN（2）確定軸各段直徑和長度整個軸的設計結構尺寸簡圖可見A1圖5.4 校核軸的強度5.3.1 按彎扭合成校核高速軸的強度1.繪出軸的計算簡圖LAB=67.5mm，LBC152mm，LCD=95mm2.計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力 Ft15271.64N徑向力 Fr11981.97N 軸向力 Fa1Ft1tan=1364.71N帶傳動作用在軸上的壓力為Q1819.213N3.作彎矩圖4.扭矩計算： T=136.140N*mm5.當扭轉剪

37、切應力為脈動循環變應力時，取系數0.66.按彎矩合成應力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調質處理，查表得=650MPa，=30MPa。B,C為危險截面， McaB=216.042N.m, McaC=216.65 N.m=Mca/（0.1d3）代入求得caB=39.48<caC=30.25< 所以，軸強度足夠。圖4 高速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖5.3.2 按彎扭合成校核中間軸的強度1.大齒輪受力分析圓周力 Ft2=Ft1=6552.2N徑向力 Fr2Fr12468.1N 軸向力 Fa2Fa1=1746.4N2. 小齒輪受力分析圓周力 Ft3（2*T/d）=175

38、02.6 N徑向力 Fr36580.43N 軸向力 Fa3Ft3tan=4531.04N3.扭矩計算： T=823.673N*mm4.作彎矩圖5.當扭轉剪切應力為脈動循環變應力時，取系數0.66.按彎矩合成應力校核軸的強度由于軸材料選擇45號鋼，調質處理，查表得=650MPa，=30MPaB C 處為危險截面，McaB=1717.10N.m ，McaC=2172.94 N.m=Mca/（0.1d3）代入得，caB=50.06<,caC=26.06<所以強度足夠。5.3.3 按彎扭合成校核低速軸的強度小齒輪受力分析圓周力 Ft4= Ft3=17502N，徑向力 Fr4= Fr3=65

39、80.43N，軸向力 Fa4Fa3=4531.04N3.作彎矩圖4.扭矩計算： T=2807.812N*mm(7) 當扭轉剪切應力為脈動循環變應力時，取系數0.66.按彎矩合成應力校核軸的強度由于軸材料選擇45#鋼，調質處理，查表得許用應力-1b=60MPa。B出為危險截面，該處的計算應力為: McaB=Mca/（0.1d3）caB=21.121<-1 所以軸強度足夠。滾動軸承的選擇和計算6.1 高速軸上的滾動軸承設計6.1.1 軸上徑向、軸向載荷分析計算軸承的徑向載荷：FR1=(FAH2+FAV2)1/2=4306.4NFR2=(FAH2+FAV2)1/2=3222.3N6.1.2 軸

40、承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式 選擇30207圓錐滾子軸承，正裝。查表得Cr=54kN e=0.37 Y=1.6 （2） 軸承內部軸向力與軸承載荷計算兩軸的派生軸向力為：SA=FRA/2Y=1345.5NSB=FRB/2Y =1007N因為Fa +SB=2371.4SA所以，軸承A被壓緊，軸承B被放松。軸承A的軸向力FA=SB+Fa=2371.4N軸承B的軸向力FB= SB=1007N（3） 軸承當量載荷計算軸承當量載荷軸承A：FA/FRA=0.55>e 所以：X1=0.4，Y1=1.6軸承B：FB/FRB=0.31<e 所以：X2=1，Y2=0因為工作載荷有輕微沖擊，所以

41、取載荷系數為fP=1.2所以，軸承A的當量工作載荷 PA=fP(XFRA+YFA)=6619N軸承B的當量工作載荷 PB=fP(XFRB+YFB)=3866.4N因此取P=PA=6657N來校核軸承的壽命（4）軸承壽命校核Lh=106/60n1(Cr/PA)=31280.3h15000h故所選軸承合適。6.2 中間軸上的滾動軸承設計6.2.1 軸上徑向、軸向載荷分析計算軸承的徑向載荷：FRA=(FAH2+FAV2)1/2=4338.81NFRB=(FAH2+FAV2)1/2=11148.15N軸向載荷Fa2=1364.71NFa3 =4531.04N6.2.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與

42、安裝方式選擇30211圓錐滾子軸承，反裝。查表得Cr=90.8kN e=0.4 Y=1.5（2） 軸承內部軸向力與軸承載荷計算兩軸的派生軸向力為：SA=FRA/2Y=1446.27NSB=FRB/2Y =3716.05N因為Fa +SASB所以，軸承B被壓緊，軸承A被放松。軸承A的軸向力FA=SA=1446.27N軸承B的軸向力FB=SA+Fa3- Fa2=4612.6N（3）軸承當量載荷軸承A：FA/FRA=0.33e所以：X1=1，Y1=0 軸承B：FB/FRB=0.41e 所以：X2=0.4，Y2=1.5因為工作載荷有輕微沖擊，所以取載荷系數為fP=1.2所以，軸承A的當量工作載荷 PA

43、=fP(XFRA+YFA)=5206.57 N軸承B的當量工作載荷 PB=fP(XFRB+YFB)=13653.79N因此取P=PB=13653.79 N來校核軸承的壽命（4）軸承壽命校核Lh=106/60n1(Cr/PB)=101625.46 h15000h故所選軸承合適。6.3 低速軸上的滾動軸承設計6.3.1 軸上徑向、軸向載荷分析計算軸承的徑向載荷：FRA=(FAH2+FAV2)1/2=10741.11NFRB=(FAH2+FAV2)1/2=9003.06N軸向載荷Fa=Fa4=4531.04N6.3.2 軸承選型與校核（1） 軸承選型與安裝方式 選擇30216圓錐滾子軸承，正裝。查表

44、得Cr=180kN e=0.42 Y=1.4 （2） 軸承內部軸向力與軸承載荷計算兩軸的派生軸向力為：SA=FRA/2Y=3836.11NSB=FRB/2Y =3215.38N所以，軸承B被壓緊，軸承A被放松。軸承A的軸向力FA=SA =3836.11N軸承B的軸向力FB=8367.15N（3）軸承當量載荷計算軸承當量載荷 軸承A：FA/FRA=0.36<e 所以：X1=1，Y1=0軸承B：FB/FRB=0.93>e所以：X2=0.4，Y2=1.4因為工作載荷有輕微沖擊，所以取載荷系數為fP=1.2所以，軸承A的當量工作載荷 PA=fP(XFRA+YFA)=12889.33 N軸承

45、B的當量工作載荷 PB=fP(XFRB+YFB)=18378.28 N因此取P=PB=18378 N來校核軸承的壽命（4）軸承壽命校核Lh=106/60n1(Cr/PB)=1263305.27 h15000h故所選軸承合適。表8 滾動軸承參數參數軸承型號基本額定動載荷（N）高速軸軸承3020754×103中間軸軸承3021190.8×103低速軸軸承30216178×103六、 聯軸器的選擇和計算7.1 聯軸器的計算轉矩TcaKA故選用LX6彈性柱銷聯軸器（GB/T 5014-2003），其參數如下：公稱轉矩Tn=6300N.m 7.2 許用轉速許用轉速2720r/min7.3 配合軸徑軸孔直徑80mm7.4 配合長度軸孔長度172mm.表9 聯軸器參數聯軸器型號許用轉矩許用轉速配合軸徑配合長度LX66300 N.m2720 r/min80mm172mm七、 鍵連接的選擇和強度校核8.1 高速軸V帶輪用鍵連接8.1.1 選用鍵類型選用A型普通平鍵8.1.2 鍵的強度校核按軸徑d=30mm，帶輪寬度B=76mm根據表10-1選擇鍵10×8×60強度校核鍵的材料為45號鋼,V帶輪材料是鑄鐵，根據課本表8-1，載荷有輕微沖擊，鍵連接的許用應力p